机械毕业设计（论文）-中型货车后悬架设计【图纸】

载货汽车后悬架设计 一、设计的主要数据2 二、悬架主要参数的确定2 三、弹性元件的设计5 4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算12 五、钢板弹簧主片的强度的核算17 六、钢板弹簧弹簧销的强度的核算18 七 总体设计计算18 八 指定总成设计20 参考文献24 致谢25 图纸，加 153893706 一、设计的主要数据一、设计的主要数据 载质量：6000kg 整备量：5000kg 空车时：前轴负荷：2500kg 后轴负荷：2500kg 满载时：前轴负荷：3350kg 后轴负荷：7650kg 尺 寸： 总 长：8470 总 宽：2470 轴 距：4700 前 轮 距 ：1900 后 轮 距：1800 满载重心高度：1180 2 二、悬架主要参数的确定二、悬架主要参数的确定 1 悬架的静挠度 c f 悬架的静扰度 是指汽车满载静止时悬架上的载荷 f 与此时悬架刚度 c 之 c 比，即 cFf wc / 货车的悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平 顺性的主要参数之一。因汽车的质量分配系数近似等于 1，因此货车车轴上方 车身两点的振动不存在联系。货车的车身的固有频率 n,可用下式来表示： n= 2/mc 式中，c 为悬架的刚度（N/m）,m 为悬架的簧上质量（kg） 又静挠度可表示为： cmgfc/ g：重力加速度（10N/kg）,代入上式得到： n=5/ c f n: hz : cm c f 分析上式可知：悬架的静挠度直接影响车身的振动频率，因此欲保证汽车 有良好的行驶平顺性，就必须正确选择悬架的静挠度。 又因为不同的汽车对平顺性的要求不相同，货车的后悬架要求在 1.702.17hz 之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为：1.9hz.。 2 悬架的动挠度 d f 悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构容许的最大变形 时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在 69cm.。本设计选择： cmfd0 . 8 3 3 悬架的弹性特性 悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。由于货车在空载 和满载时簧上质量变化大，为了减少振动频率和车身高度的变化，因此选用刚 度可变的非线性悬架。 4 悬架主，副簧刚度的分配 图图 1 1 货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性 如何确定副簧开始参加工作的载荷和主，副簧之间刚度的分配，受悬架 k F 的弹性特性和主，副簧上载荷分配的影响，原则上要求车身从空载到满载时的 振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前后的 悬架振动频率不大。这两项要求不能同时满足。由于货经常处于满载状态，采 用如下方法来确定。 使副簧开始起作用时的悬架挠度等于汽车空载时悬架的挠度，而使副 a f 0 f 簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时悬架的挠度。于是可求 k f c f = k F W FF0 式中分别为空载和满载时的悬架的载荷。副簧，主簧的刚度之比为： W FF 和 0 ， 1/ ma cc 0 / FFw 式中，为副簧的刚度，为主簧的刚度。 a c m c 单个钢板弹簧满载载荷： = W FNg G 3604010 2 448502007650 2 2 轮重簧重后桥重 满载时 ： （4- Wma FFF 9） 式中为副簧簧上质量，为主簧簧上质量。 a F m F 4 单个钢板弹簧空载载时簧上质量： Ng G F1029010 2 448502002500 2 2 0 轮重簧重后桥重 n=1.9hz , m=3604kg,代入公式： n= 2/mc 可得 C=5137N/cm 又 5 . 3 10290 36040 /FoFW =0.87 ma cc /1 有上面的二式，可联立方程组： （1）cmNccc ma /5137 =0.87 （2） ma cc / 由（1） ， （2）两式可得： =2390N/cm , =2747N/cm a c m c 副簧起作用后，近似认为变形相同，从副簧开始起作用到满载的变形为。 ca f =19257.5N Wk FFF 0 又： ，得： acamcakW CfCfFF = )/()( makW CCFF ac f = 5137 5 . 1925736040 = 3.27 cm NcmNcmCfF aaca 7815/239027 . 3 W m FF =36040N -7815N=28225N aac Cf 主簧 ： =10.28cm cm f m m C F 2747 28225 5 副簧 ： =3.27cm ca f a a C F 2390 7815 三、弹性元件的设计三、弹性元件的设计 1 钢板弹簧的布置方案选择 布置形式为对称纵置式钢板弹簧。 2 钢板弹簧主要参数的确定 已知满载静止时负荷=7650kg。簧下部分荷重，由此可计算 2 GkgGZ442 2 出单个钢板弹簧的载荷： 。Ng GG F Z W 3604010 2 4427650 2 22 由前面选定的参数知： cmfd0 . 8 2.1 满载弧高 ： 满载弧高是指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面 a f 与两端连线间的高度差。常取=1020mm.在此取： a f mmfa15 2.2 钢板弹簧长度 L 的确定： （1） 选择原则： 钢板弹簧长度是弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。轿车 L=(0.400.55) 轴距；货车前悬架：L=(0.260.35)轴距，后悬架：L=(0.350.45)轴距。 （2） 钢板弹簧长度的初步选定： 根据经验 L = 0.35 轴距，并结合国内外货车资料，初步选定主簧主片的 长度为1650mm , 副簧主片的长度为1180mm. m L a L 2.3 钢板弹簧断面尺寸的确定： （1） 钢板弹簧断面宽度 b 的确定： 有关钢板弹簧的刚度，强度可按等截面的简支梁计算，引入挠度增大系数 6 加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需的总惯性距 。对于对称式钢板弹簧 0 J EckSLJ48/)( 3 0 式中： SU 形螺栓中心距（mm） kU 形螺栓夹紧(刚性夹紧，k 取 0.5)； c钢板弹簧垂直刚度（N/mm）,c=; cW fF / 为挠度增大系数。 挠度增大系数的确定： 先确定与主片等长的重叠片数，再估计一个总片数，求得， 1 n 0 n 01/n n 然后=1.5/，初定。)5 . 01 (04 . 1 对于主簧： L=1650mm k=0.5 S=200mm =2 1 n =14 0 n 14 2 =1.5/=1.5/=1.35)5 . 01 (04 . 1 ) 14 2 5 . 01 (04 . 1 E=2.1N/ 5 10 4 mm 将上述数据代入以上公式得 =137103 0 J 4 mm 计算主簧总截面系数： 0 W 0 W WW kSLF4/)( 式中为许用弯曲应力。的选取：后主簧为 450550N/，后副簧为 w w 2 mm 220250 N/。 2 mm 7 =28225N w F m F L=1650mm k=0.5 S=200mm =500 N/. w 2 mm 将上面数据代入公式，得： =21.9103 0 W 3 mm 再计算主簧平均厚度： =12mm cm w p Ef kSL WJh 6 )( /2 2 00 有了以后，再选钢板弹簧的片宽 b。推荐片宽和片厚的比值在 610 范围内 p h 选取。 b = 110mm 对于副簧： L=1180mm k=0.5 S=200mm 1 1 n 5 0 n 5 1 31 . 1 ) 5 1 5 . 01 (04 . 1 /5 . 1 E= 25 /101 . 2mmN 将上述数据代入公式，得 44 0 1040mmJ 计算副簧总截面系数： 0 W 8 0 W WW kSLF4/)( =7815N w F a F L=1180mm k=0.5 S=200mm =245 N/. w 2 mm 将上面数据代入，得： =8.6103 0 W 3 mm 再计算副簧平均厚度： =10mm ca w p Ef kSL WJh 6 )( /2 2 00 b = 110mm （2）钢板弹簧片厚 h 的选取: 本设计主簧和副簧均采用等厚片，片厚分别为 12mm、10mm。 通过查手册可得钢板截面尺寸 b 和 h 符合国产型材规格尺寸。 （3）钢板断截面形状的选择： 本设计选取矩形截面。 （4） 钢板弹簧片数的选择： 片数 n 少些有利于制造和装配，并可以降低片与片之间的干摩擦，改善汽 车的行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料的利 用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在 614 片之间选取，重型货车可达 20 片。 用变截面少片弹簧时，片数在 14 选取。 根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取本货车主簧的片数为 14 片，副 簧的片数为 5 片。 2.4 钢板弹簧各片长度的确定 先将各片的厚度的立方值按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上，再沿横 i h 3 i h 坐标量出主片长度的一半 L/2 和 U 型螺栓中心距的一半 s/2，得到 A,B 两点， 连接 A，B 两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB 线与各片上侧边的交点即 9 为各片的长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从 B 点到最后一个重叠片的 上侧边断点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实，际 长度尺寸需经圆整后确定。由图 2 确定主簧各片长度： 图图 2 2 确定主簧各片长度图确定主簧各片长度图 主簧各片钢板的长度如表 1： 表表 1 1 主簧各片钢板的长度主簧各片钢板的长度 序号 123456789 长度 （mm） 165016501538.414271315.412041092.4980.8869.4 序号 1011121314 长度 （mm） 757.8646.4534.8423.2311.6 由图 3 确定副簧各片长度； 10 图图 3 3 确定副簧各片长度图确定副簧各片长度图 表表 2 2 副簧各片钢板的长度副簧各片钢板的长度 序号 12345 长度 （mm） 1180984788592396 3 钢板弹簧刚度的验算 在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，片长和叶片端部的形状都 0 J 不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度，刚度的验算公式为： C= n i KKk YYaE 1 1 3 1 )(/6 其中， ； ；。)( 111 kk lla k i iK JY 1 /1 1 1 1 /1 k i iK JY 式中，为经验修正系数，取 0.900.94，E 为材料弹性模量； 为主片, 1 l 1k l 和第（k+1）片的一般长度。 公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求的刚度值 1 l 11 为钢板弹簧总成自由刚度；如果用有效长度，即代入上式， j c)5 . 0( 1 1 kSll 求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度。 z c （1）主簧刚度的验算： K1234567 =(cm) 1k a 11 k ll05.5811.1516.7322.327.8833.46 K8910111213 =(cm) 1k a 11 k ll39.0344.6150.1855.7661.3466.92 由公式(mm-4)，得： k i iK JY 1 /1 Y1=6.310-5 Y2=3.1510-5 Y3=2.110-5 Y4=1.57510-5 Y5=1.2610-5 Y6=1.0510-5 Y7=0.910-5 Y10=0.6310-5 Y11=0.573 10-5 Y12=0.52510-5 Y13=0.485 10-5 Y14=0.4510-5 将上述数据代入公式，得总成自由刚度： jm C =2821N/cm jm C 将上述数据代入公式有效长度，即，代入到公式所求得的是钢板ksll5 . 0 1 1 弹簧总成的夹紧刚度 zm C =2844N/cm zm C 与设计值=2747N/cm 相差不大，基本满足主簧刚度要求。 m c （2）副簧刚度的验算： k1234 = 1k a 11 k ll98196294392 由公式(mm-4)，得： k i iKJY 1 /1 12 Y1=1.110-4 Y2=0.5510-4 Y3=0.3710-4 Y4=0.27510-4 Y5=0.2210-4 将上述数据代入公式，得总成自由刚度： ja C =2504N/cm ja C 如果用有效长度，即，代入公式所求得的是钢板弹簧总成的夹紧kSll5 . 0 1 1 刚度 za C =2554N/cm za C 与设计值=2390N/cm 相差不大,基本满足副簧刚度要求。 a c 4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲 率半径计算率半径计算 （1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 0 H 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高，用下式计算： 0 H )( 0 fffH ac 式中，为静挠度；为满载弧高；为钢板弹簧总成用 U 型螺栓夹紧后引 c f a ff 起的弧高变化，；S 为 U 型螺栓的中心距。L 为钢板弹 2 2 )(3( L ffSLS f ca 簧主片长度。 下面分别计算主簧和副簧总成在自由状态下的弧高： 0 H 主簧： 由：mmfcm 8 . 102 mmfa15 = 2 2 )(3( L ffSLS f cma mm 6 . 2016502/15 8 . 10220016503200 2 13 则=102.8+15+20.6=138.4mm )( 0 fffH acm 副簧： = 2 2 )(3( L ffSLS f caa mm 4 . 11 11802 15 7 . 3220011803200 2 =32.7+15+11.4=59.1mm)( 0 fffH aca （2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定： 主簧总成在自由状态下的曲率半径：=2459mm. 0 2 0 8/ HLR 4 . 1388 16502 副簧总成在自由状态下的曲率半径：= 0 2 0 8/ HLRmm2945 1 . 598 11802 （3）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定 iii EhRRR/ )2(1/ 000 式中，为第 i 片弹簧自由状态下的曲率半径（mm） ， i R 在自由状态下的曲率半径（mm）为钢板弹簧总成 0 R （N/） ；E 为材料的弹性模量 N/，取 E 为为各片钢板弹簧预应力 i0 2 mm 2 mm N/；i 片的弹簧厚度（mm） 。在已知 5 101 . 2 2 mm为第 i h 计算的条件下，可以用式和各片弹簧的预应力 i R 00 iii EhRRR/ )2(1/ 000 出各片钢板弹簧自由状态下的曲率半径Ri。 对于片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；推荐主 片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在 300350N/内选取。 2 mm 14 片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片由负值逐渐 递增为正值。 在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的 弯矩：之代数和等于零，即 i M 0 1 n i i M 14 或 0 1 0 i n i iW 下面分别计算主簧和副簧的各片在自由状态下曲率半径的确定： 主簧： 表表 3 3 各片的预应力各片的预应力 i1234567891011121314 i0 -5.6-4.6-3.6-2.6-1.600.511.522.533.54 E= N/ =12mmmmR2459 0 5 101 . 2 2 mm i h 然后用上述公式计算主簧各片在自由状态下曲率半径，结果见表 4： 表表 4 4 主簧各片在自由状态下曲率半径主簧各片在自由状态下曲率半径 i12345678910 (mm)Ri 2486.92482.32476.82471.82466.924592492.524902487.52485 i11121314 (mm)Ri 2482.524802477.52475 副簧如表 5： 表表 5 5 副簧各片的预应力副簧各片的预应力 i12345 i0 -2-1012 E= N/ =10mmmmR2945 0 5 101 . 2 2 mm i h 然后用上述公式计算副簧各片在自由状态下曲率半径，结果见表 6： 表表 6 6 副簧各片在自由状态下曲率半径副簧各片在自由状态下曲率半径 i12345 (mm) iR 2954.52948.229452941.82938.5 15 （4）.主簧总成和副簧总成各片在自由状态下弧高的计算： 如果第 i 片的片长为，则第 i 片弹簧的弧高为： i L iii RLH8/ 2 主簧： 将各片长度和曲率半径代入上式，得主簧总成各片在自由状态下弧高如表 7： 表表 7 7 主簧总成各片在自由状态下弧高主簧总成各片在自由状态下弧高 i1234567891011 (mm) i H136.8137.1119.410387.773.759.848.23828.921 i121314 (mm) i H14.494.9 重复上面的过程，得副簧总成各片在自由状态下弧高 表表 8 8 副簧总成各片在自由状态下弧高副簧总成各片在自由状态下弧高 i12345 (mm) i H 58.941.126.414.96.7 5 钢板弹簧总成弧高的核算 根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态， 由此可求得等厚叶片弹簧的 为： 0 R 1/= 0 R n i ii n i i LRL 11 / )/( 式中，第 i 片长度。为钢板弹簧 i L 钢板弹簧的总成弧高为 H 0 2 8/ RL 上式计算的结果应与计算的设计结果相近。如果相差太)( 0 fffH ac 多，可重新选择各片预应力再行核算。 先对主簧的总成弧高核算 16 将主簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得： mmR2478 0 然后再代入 H=。 0 2 8/ RLmm 3 . 137 24788 16502 原设计值为 H0=138.4mm，相差不大，符合要求。 再对副簧的总成弧高核算 将副簧各片的长度和曲率半径代入公式：1/=可得： 0 R n i ii n i i LRL 1 1 / )/( =2940mm 0 R 副簧总成弧高 H= 0 2 8/ RLmm 2 . 59 29408 11802 原设计值为 H0=59.1mm，相差不大，符合要求。 四、钢板弹簧强度验算 当货车牵引驱动时，货车的后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出 现的最大应力用下式计算 max =+ max 02112 22 )(/)(wllcllmG 1 22 /bhmG 式中，为作用在后轮上的垂直静载荷，为制动时后轴负荷转移系数；轿 2 G 2 m 车：=1.251.30；货车：=1.11.2；为道路附着系数；b 为钢板弹簧片 2 m 2 m 宽；为钢板弹簧主片厚度。许用应力取为 1000N/mm 。 1 h 2 对于具有副簧的悬架，验算强度时应按主、副簧所受的实际载荷计算，主、 副簧的参数应取验算后的实际值，刚度应取夹紧刚度。 满载静止时有： fCfCFG zmzak 2 cm CC FG f zmza k 11.3 28442554 5.1925736040 2 NfCFF zmk 2810211 . 3 2844 5 . 19257 主 NfCF za 794311 . 3 2554 副 由上式验算主簧强度： 17 737 212110 8 . 015 . 1 36040 ) 6 1211014 (1650 8108 . 082515 . 1 3604082582532312 )( 2 22 021 2 2221 max MPa bh mG Wll clmGlGl pm 其中牵引驱动时，主簧载荷为 G= NmFG3231215 . 1 )794336040()( 22 副 =1.15 =0.8 2 m 验算副簧强度： 294 ) 6 101105 (1180 59059015 . 1 7943 )( 2 0 21 21 2 max MPa Wll llmF aa aa副 主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。 验算汽车在不平路面上钢板弹簧的强度。 不平路面上时，应按钢板弹簧的极限变形即动挠度 fd计算载荷。 主簧的极限载荷按下式计算： NfCFF dzmmj 508548284428102 主 MPaMPa Wll l lFmj m 1000568 ) 6 1211014 (1650 82582550854 )( 2 021 21 副簧的极限载荷按下式计算： NfCFF dzaaj 28375825547943 副 MPaMPa Wll llF aa aaaj a 1000913 ) 6 101105 (1180 59059028375 )( 2 0 21 21 不平路面上主副簧都符合强度要求。 五、钢板弹簧主片的强度的核算五、钢板弹簧主片的强度的核算 钢板弹簧主片应力 是由弯曲应力和拉（压）应力合成，即： 1 2 1 1) (3 bh F bh hDF ss 其中 为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力； 卷耳 22m GFs pm hh2 1 厚度；D 为卷耳内径；b 为钢板弹簧宽度。许用应力取为 350MPa。代入上 18 式得： 4 . 144 122110 8 . 015 . 1 36040 122110 122608 . 015 . 1 360403 2 MPa 主片符合强度要求。 六、钢板弹簧弹簧销的强度的核算六、钢板弹簧弹簧销的强度的核算 对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力 。其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，b 为主片叶片宽；dbdFS z / S F 为钢板弹簧直径。用 20 钢或 20Cr 钢经渗碳处理或用 45 钢经高频淬火后，其 79 N/mm 。 z 2 NGFS180202/360402/ 2 =bdFS z / 2 /5 . 260120/18020mmNmmmmN 弹簧销满足强度要求。 七七 总体设计计算总体设计计算 1 轴数、驱动形式、布置形式轴数、驱动形式、布置形式 根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途选定轴数、驱动形式、布置形式，需 对货车的几种典型的布置形式进行分析比较。 2. 汽车主要参数设计汽车主要参数设计 1） 主要尺寸 外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。 GB 1589-1989 规定了汽车外廓尺寸限界，可参考同类车型选取，国内生产轻中型货车的主 要厂家有：解放、东风、长安、北汽福田、江铃、南汽、江淮汽车等，可上网查询相关产 品的参数。 轴距、轮距、前悬、后悬等参数可参照汽车设计教材推荐的范围并参考同类车型 选取。 车厢尺寸可考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时 能装足额定的装载质量。 2） 进行汽车轴荷分配 汽车的轴荷分配可根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总 质量等参照汽车设计教材推荐的范围并参考同类车型选取。 3.发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定 根据给定的基本设计参数按下式估算发动机的最大功率： )v 76140 AC v 3600 gfm ( 1 P 3 maxa D maxa ra T maxe 19 式中的 A 为正投影面积，根据外形尺寸计算得到，货车 CD取 0.81.0。 根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发动机型式 （汽油机或者柴油机）和型号，国内汽车发动机生产厂家主要有：玉柴、朝柴、解放、东 风、长安、柳州动力、云内动力、北京内燃机等，可上网查询相关产品的型号及参数。 4.汽车轮胎的选择汽车轮胎的选择 根据汽车的用途及轴荷、最高车速并参考同类汽车选取，可上汽车轮胎制造商网站查 找有关轮胎和轮辋参数。国产轮胎的知名品牌有：三角、双钱/回力、成山、东风、风神等。 5.5.确定传动系最小传动比，即主减速器传动比确定传动系最小传动比，即主减速器传动比 在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据汽车理论 ， 发动机最大功率时的车速应等于最高车速或略小于最高车速 p u maxap uu 即主减速器传动比： 0 i gmaxa maxpr 0 iu nr377 . 0 i 式中：为滚动半径；为发动机额定功率时的转速；为最高车速（应根据选定 r r maxp n maxa u 发动机后的参数重新估算） ， 为变速器的最高挡传动比，若最高挡为直接挡，则=1。 g i g i 6.确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。 确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最低 稳定车速。就普通货车而言，当已知时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器 I 挡 0 i 传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为： maxmaxift FFF 或 maxmax 01max sincos GGf r iiT Tgtq 即 Trq g iT rfG i 0max maxmax 1 sincos 一般货车的最大爬坡度为 30，即 7 . 16 max 根据附着条件校核最大传动比： 2 01max G r iiT r Tge 式中：为后轴轴荷；为滚动半径；为变速器的 I 挡传动比。 2 G r r 1g i 20 所以： Tre r g iT rG i 0max 2 1 八八 指定总成设计指定总成设计 1.前后悬架设计前后悬架设计 （1）悬架结构形式）悬架结构形式 普通货车常采用钢板弹簧非独立悬架，后悬架由于载荷变化较大，常采用主、副 簧结构。 （2）悬架主要参数设计）悬架主要参数设计 a. 静挠度 c f 静挠度与固有频率之间有如下关系 n=5/ c f 式中 n 的单位为 Hz，fc的单位为 cm 货车满载时，前悬架偏频要求在 1.502.10Hz，而后悬架则要求在 1.702.17Hz。 b. 悬架的动挠度 d f 货车的动挠度的选择范围在 69cm c. 悬架主，副簧刚度的分配 按汽车设计教材 P182 页的第一种方法分配 = k F W FF0 ，1/ ma cc 0 / FFw 且 cwma f/Fccc 对于副簧置于主簧之上的安装结构，可以近似认为，副簧起作用后，主、副簧的变形 相同，从副簧开始起作用到满载的变形为，则有： ca f acamcakW CfCfFF 即 =)/()( makW CCFF ac f 故 副簧满载载荷 aaca CfF 主簧满载载荷 W m FF aac Cf 对于副簧置于主簧之下的安装结构（如：总质量较小的微型、轻型货车，副簧常采用 少片变截面弹簧） ，则须视具体安装结构决定主副簧的载荷分配，如果副簧的有效长度与主 簧的长度相当或比主簧长，可以近似认为，副簧完全起作用后，主、副簧的变形相同，仍 然可按上述方法分配主副簧的载荷；如果副簧的有效长度比主簧的长度短，可以近似的认 为，主副簧的长度比与副簧完全起作用后主副簧的变形比相等。如主副簧的长度比为 a （a1） ，参照以上方法有： acamcakW CfCafFF 21 副簧满载载荷 aaca CfF 主簧满载载荷 W m FF aac Cf （3 3）钢板弹簧主要参数的确定钢板弹簧主要参数的确定 a. 满载弧高 a f =1020mm a f b. 钢板弹簧长度 L 货车前悬架：L=(0.260.35)轴距，后悬架：L=(0.350.45)轴距。 c. 钢板弹簧断面宽度 b 先按下式确定钢板弹簧平均厚度 c w 2 00p Ef6 )kSL( W/J2h 推荐片宽与片厚的比值 b/hp 在 610 范围内选取。 d. 钢板弹簧片厚 h 增加片厚 h,可以减少片数 n。钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽 可能采用前者。但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余 各片厚度稍薄。此时要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。为使各片寿命接近，要求最 厚片与最薄片厚度之比应小于 1.5。此外，钢板截面尺寸 b 和 h 必须符合国产型材规格尺 寸，因而须查手册最后确定。 e. 钢板断截面形状 矩形截面制造简单，强度好不会引起应力集中，T 形截面、单面有抛物线边缘断面、 单面有双槽的断面可以提高钢板弹簧的疲劳强度和节约近 10%的材料，因而各有优势。 f. 钢板弹簧片数 多片钢板弹簧一般片数在 414 片之间选取,采用变截面少片弹簧时，片数在 14 片 之间选取。 g. 钢板弹簧各片长度的确定 采用作图法: h. 钢板弹簧刚度的验算 C= n i KKk YYaE 1 1 3 1 )(/6 22 其中， ； ；。)( 111 kk lla k i iK JY 1 /1 1 1 1 /1 k i iK JY 式中，为经验修正系数，取 0.900.94，E 为材料弹性模量； 为主片和第, 1 l 1k l （k+1）片的一半长度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入， 1 l 求得的刚度值是钢板弹簧总成自由刚度；如果用有效长度，即代入上 j c)5 . 0( 1 1 kSll 式，求得的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度。 z c i. 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 0 H 其中 )( 0 fffH ac 2 2 )(3( L ffSLS f ca j. 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 0 2 0 8/ HLR k. 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径 钢板弹簧各片在自由状态下的和装配后曲率半径不同，装配后各片产生预应力，其值 确定了自由状态下的曲率半径。各片自由状态下做成不同的曲率半径的目的是为了使各 i R 片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴在一起，减少主片的工作应力，使各片的寿命接 近。 矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定： iii EhRRR/ )2(1/ 000 式中， 。选取各片应力时，可分下列两种情况：对于为各片钢板弹簧预应力 i0 片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；对于片厚不同的钢板弹簧， 厚片弹簧的预应力可选取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应 在 300350N/内选取。14 片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力 2 mm 从长片由负值逐渐递增为正值。 在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩之 i M 代数和等于零： 0 1 n i i M 或 0 1 0 i n i iW m. 钢板副簧总成各片在自由状态下弧高的计算 23 如果第 i 片的片长为，则第 i 片弹簧的弧高为： i L iii RLH8/ 2 n. 钢板弹簧总成弧高的核算 )( )/( /1 1 1 0 n i ii n i iii LJ RLJ R 等厚叶片弹簧 1/= 0 R n i ii n i i LRL 11 / )/( （4 4）钢板弹簧的强度验算）钢板弹簧的强度验算 按照汽车设计教材 P188 页的方法分别验算前、后钢板弹簧的强度，对于有副簧 的后悬架，应分别作受力分析，分别计算主、副簧的最大应力。此时，主簧的最大应力为 1 22 021 1 2221 2m bh mG W)ll ( clmGllmG max 式中 其中为副簧施加给主簧的静载荷 a2m GGG a G 对于对称布置的副簧，其最大应力 0 a max W4 lG 式中 为副簧的总长度l （5 5）少片弹簧设计）少片弹簧设计 少片变截面弹簧的设计见汽车设计教材 P189 页。 24 参考文献参考文献 1余志生余志生.汽车理论汽车理论M.机械工业出版社机械工业出版社 130251 2王望予王望予.汽车设计汽车设计M.机械工业出版社机械工业出版社 174218 3王丰元，马明星王丰元，马明星.汽车设计课程设计指导书汽车设计课程设计指导书.中国电力出版社中国电力出版社 189211 4郭孔辉郭孔辉.汽车操纵动力学汽车操纵动力学M.吉林：吉林科学吉林：吉林科学出出版社版社,1991.128-136. 5最新汽车设计实用手册最新汽车设计实用手册M.黑龙江人民出版社黑龙江人民出版社.285321 6汽车工程手册之底盘设计篇汽车工程手册之底盘设计篇M.北京理工大学出版社北京理工大学出版社.241286 7刘惟信刘惟信.汽车设计汽车设计M.清华大学出版社主编清华大学出版社主编.361425 8王宵锋王宵锋.汽车底盘设计汽车底盘设计M.清华大学出版社清华大学出版社.284327 9肖肖 军军.汽车钢板弹簧的应用及其发展趋势汽车钢板弹簧的应用及其发展趋势.城市车辆城市车辆.2007.11 10王宵锋，涂敏王宵锋，涂敏.汽车钢板弹簧的应力和变形分析汽车钢板弹簧的应力和变形分